船舶軸系彈性支撐振動過大原因及對策

古成中， 劉 勇， 羅日榮， 李榮新

(91663部隊,山東 青島 266012)

船舶軸系彈性支撐振動過大原因及對策

古成中， 劉 勇， 羅日榮， 李榮新

(91663部隊,山東 青島 266012)

為解決某船舶軸系彈性支撐振動過大的問題，消除劇烈振動對推進系統性能發揮及船舶動力系統航行安全性的影響,分析該船柴油機功率輸出傳動件的結構特點，研究軸系彈性支撐振動產生的原因及機理。利用丹麥B&K公司3050數據采集前端、4513 BX壓電式加速度傳感器及4514 BX壓電式加速度傳感器采集彈性支撐振動進行跟蹤測試，通過PULSE數據分析平臺對振動信號進行頻譜、階次和總級值等方面的分析，結合頻譜分析、試驗及對比分析得出該設備振動過大主要是由軸系不對中、轉子不平衡和機械共振等3種因素導致的；對導致各類振動的故障源進行分析，并提出具體對策。

振動；PULSE；階次分析；船舶軸系；彈性支撐

隨著海運時效性的要求逐漸提高，部分貨船為提高航速，采用中高速柴油機作為其推進柴油機。然而,采用中高速柴油機在提高船舶航速的同時，會增加推進裝置的復雜性。

船舶軸系作為動力傳遞的核心部件，其運行狀態直接影響著船舶航行的時效性、可靠性和安全性。文獻[1]研究大變形下軸向力對船舶推進軸系彎曲振動固有頻率的影響,結果表明，若考慮大變形,則在幾何非線性作用下,軸向靜推力會使軸系彎曲振動固有頻率增大。文獻[2]通過對實際轉速下軸系縱向振動情況進行仿真模擬，發現在船舶正常工作范圍內，軸系的實際振動狀況與其1階模態十分接近。文獻[3]的研究表明，螺旋槳的質量和附鏈水對軸系固有振動特性的影響較大。

這里通過綜合運用振動測試和分析手段，對某型船軸系彈性支撐振動普遍增大的問題進行分析研究，為該船今后的使用管理、維修保養及設計改進提出建議和對策，為科學使用及主動維修提供一定的理論依據和試驗基礎。

1 問題的提出

在對某型船進行出廠前測試時，發現其軸系彈性支撐振動較大，其中橫向振動達63.30 mm/s。由于該軸系彈性支撐的結構和工作狀態比較特殊，當前沒有準確的標準可參照，因此難以確定其技術狀態。若將其粗略地歸為彈性安裝旋轉機械，則其振動值遠超過GB/T 16301—2008和GB/T 6075.3—2001規定的報警值(7.1 mm/s)及停機值(11.2 mm/s)。

為能全面掌握彈性支撐的振動狀態，對該型船進行調研，發現所有船舶都不同程度地存在彈性支撐振動過大的問題。曾先后出現過因彈性支撐振動過大而導致其固定螺栓疲勞斷裂、隔振塊裂開和支撐內滾柱軸承抱死等故障，給遠洋運輸帶來極大的被動性，造成巨大的經濟損失。

2 功率輸出傳動件結構特點

該船的功率輸出傳動件由萬向聯軸器、彈性支撐、高彈性聯軸器和液力偶合器組成，用來聯接柴油機和齒輪箱、傳遞柴油機轉矩及補償柴油機與齒輪箱之間的相對位移，具有隔振抗沖擊功能，并能在軸系轉速范圍內避免發生軸系扭轉振動現象。動力傳遞路徑為柴油機—高彈性聯軸器—彈性支撐短軸—萬向聯軸器—液力耦合器—齒輪箱(見圖1)。

圖1 功率輸出傳動件結構

1)高彈性聯軸器是一種扭轉彈性橡膠聯軸器，借助承受剪切應力的彈性元件來傳遞轉矩;除傳遞功率以外，還可通過橡膠的彈性和阻尼來減振降噪，同時具有補償軸向、徑向和角向位移的功能。

2)萬向聯軸器是一種十字軸式萬向聯軸器，可實現不在同一軸線上且存在夾角的兩軸之間的功率傳遞和等角速度連續回轉，并能通過傳扭軸軸承副與中間滑槽之間的滾動位移實現軸向位移補償。

3)液力偶合器通過機械能→液體動能→機械能的轉換來實現功率的傳遞，具有柔性傳扭、平穩啟動和隔離扭振的特點。

3 測試與數據分析

為能查找出該型船軸系彈性支撐普遍振動過大的根本原因，對某港口出入船舶的軸系彈性支撐的振動情況進行全程跟蹤測試，具體如下。

3.1 跟蹤測試與故障診斷實施方案

3.1.1振動測試與故障診斷實施方法

利用丹麥B&K公司3050數據采集前端和4513 BX壓電式加速度傳感器及4514 BX壓電式加速度傳感器采集彈性支撐在各工況下的振動加速度信號，通過PULSE軟件平臺對這些信號進行頻譜、瀑布圖、階次和總級值等分析，對不同工況下的各種譜圖進行對比研究，分析彈性支撐的振動特征和振動頻率。

3.1.2振動測試與故障診斷測點布置

共布置6個壓電式加速度傳感器，其中:彈性支撐機體垂向、橫向和軸向各1個(見圖2a))；彈性支撐底腳垂向、橫向和軸向各1個(見圖2b))。

a) 彈性支撐機體

b) 彈性支撐底腳

3.2 測試數據分析

3.2.1通頻總值分析

通過對振動采集數據進行頻譜分析可知，彈性支撐和底腳振動主要集中在10～200 Hz，屬于中頻振動，故選用最能體現中頻振動劇烈程度的速度有效值為計量量，計算各測點在2～1 000 Hz的振動通頻總值，彈性支撐及支架底腳振動通頻值數值見表1和表2。由表1可知，在空載工況下,彈性支撐振動能量主要集中在橫向，其速度通頻值基本上隨轉速的升高而增大，最大值在彈性支撐于900 r/min轉速下橫向振動時出現，數值為8.96 mm/s(超過GB/T 16301—2008中給出的報警值)，該數值比正常工況下的振動值可控，因此轉子存在不平衡現象，對彈性支撐振動有一定貢獻。對比表1和表2可知,在正常工況下,彈性支撐振動通頻值上升一個數量級。由此可知，彈性支撐在正常工況下振動劇烈不是由轉子不平衡引起的。

表1 空載工況下彈性支撐在2～1 000 Hz的振動通頻值 mm/s

表2 正常工況下彈性支撐在2～1 000 Hz的振動通頻值

3.2.2頻譜分析

圖3為彈性支撐橫向振動頻譜圖。由圖3可知：540 r/min和695 r/min振動以2X倍頻為主(分別為4.52 mm/s和14.23 mm/s)，其峰值超過工頻2倍，此時振動主要由軸系不對中引起。在965 r/min轉速工況下，軸系負載對彈性支撐橫向振動的貢獻較大，與相近轉速空載時振動相比較可發現其振動通頻值上升一個數量級。同時，轉子工頻和2X倍頻峰值明顯(分別為24.75 mm/s和7.67 mm/s)，工頻和2X倍頻隨負載的升高而顯著增大。

圖3 彈性支撐橫向振動頻譜圖

圖4為彈性支撐在正常模式下軸向振動頻譜圖。與橫向相比，在各工況下振動主要頻率成分皆為2X倍頻，工頻峰值相對較小；540 r/min和695 r/min振動頻譜4X倍頻成分較為明顯。圖4中2X倍頻分量更為突出，并伴有高次諧波，此時振動主要是由軸系不對中引起的。

3.2.3階次分析

圖5為彈性支撐在800～1 000 r/min加速過程中橫向振動瀑布圖。由圖5可知:該彈性支撐振動主要集中于工頻和2X倍頻，2X倍頻振動隨轉速變化不明顯;工頻幅值由2X倍頻幅值1/2上升到近3倍，并伴有特定頻率成分。

圖4 彈性支撐在正常模式下軸向振動頻譜圖

圖5 彈性支撐橫向瀑布圖

圖6為彈性支撐在800～1 000 r/min工況下軸向振動瀑布圖。由圖6可知，該彈性支撐振動成分豐富，工頻及其高次諧波均較為明顯。

圖6 彈性支撐軸向瀑布圖

圖7和圖8為彈性支撐在800～1 000 r/min工況下振動階次切片。由圖7和圖8可知:在低工況(800 r/min)下,彈性支撐振動主要由二階分量引起；隨著轉速的上升，一階振動分量線性上升，橫向振動二階分量逐漸降低，軸向振動二階分量出現2個峰值且三階振動分量逐漸上升。

圖7 彈性支撐橫向階次切片

3.3 故障原因分析

研究對象為轉子和彈性支撐系統，屬于典型的旋轉設備，其振動形成原因主要有以下4個：

1)轉子不平衡，是質量和幾何中心線不重合導致的一種故障狀態。轉子在旋轉時，在離心力作用下產生周期振動，其振動隨轉速的增大而增加，頻譜表象為工頻，以徑向振動為主。

圖8 彈性支撐軸向階次切片

2)軸系不對中，因安裝、變形等因素導致軸、聯軸器和軸承的軸心線不在同一直線上，主要有平行不對中、角度不對中和混合不對中。不對中產生的振動對軸系負載較為敏感，隨轉速的變化較小，頻譜表象為工頻和2X倍頻，以徑向振動和軸向振動為主，嚴重時會伴隨高次諧波出現。

3)機械松動，一般分為旋轉松動和非旋轉松動，通常是由間隙過大和固定不牢等原因造成的。機械松動產生的振動頻譜表象為工頻及其高次諧波，且頻譜特征不穩定。

4)機械共振，當系統某個激勵力頻率接近設備固有頻率時，該設備就會產生共振。頻譜表象為在其特定頻率周邊振動劇烈，在激振頻率從零逐步增大過程中，當接近共振頻率時振動幅值迅速增大，當激振頻率與共振頻率相同時振動最大，隨后隨著激振頻率的升高，振動幅值逐漸減小。

通過對通頻值進行分析發現：

1)彈性支撐振動通頻值隨轉速的升高而增大，符合轉子不平衡振動特征。

2)增加負載之后，振動通頻值急劇上升，振動數值增大一個數量級，說明除轉子不平衡以外，還有導致振動過大的其他直接因素。

通過對頻譜和階次進行分析發現：

1)橫向振動和軸向振動都含有1X分量及2X分量，在低工況(800～900 r/min)下,2X分量大于1X分量，且2X分量對轉速不敏感，軸系不對中特征明顯。

2)彈性支撐振動的1X分量隨轉速的升高而迅速升高，在高工況(900～1 000 r/min)下,1X分量幅值接近或超過2X分量，轉子不平衡特征明顯。

4 結論與對策

4.1 彈性支撐振動故障源分析

通過上述分析可知，本文研究的彈性支撐振動劇烈的主要原因有軸系不對中、轉子不平衡和機械共振等3種。這里根據功率輸出傳動件結構特點，從軸系不對中和轉子不平衡2個方面分析可能導致彈性支撐振動的原因。

4.1.1導致不對中的可能原因

(1)萬向聯軸器十字軸承組件與中間滑槽法蘭潤滑不良或磨損過大，運行時軸向滑動阻力增大，同時萬向聯軸器與彈性支撐短軸不同軸，從而呈現出軸系不對中特征;

(2)安裝不當，導致高彈性聯軸器與彈性支撐短軸軸系不對中。

4.1.2導致轉子不平衡的可能原因

功率輸出傳動件中彈性支撐短軸和萬向聯軸器軸均為剛性鑄件，使用過程中不易發生彎曲或質量不平衡，且其回轉半徑相對較小，在工作轉速下不平衡對系統振動的影響有限。高彈性聯軸器包含大量橡膠，使用過程中容易變形，且回轉半徑較大，不平衡可引發較大振動。

4.2 避免彈性支撐振動過大的對策

為盡可能地降低彈性支撐振動值，針對以上使彈性支撐產生異常振動的因素，提出以下幾點建議。

4.2.1維護保養對策

(1)對萬向聯軸器的軸承進行定期潤滑，確保萬向聯軸器十字軸承組件和滑槽法蘭處于良好潤滑狀態，減小運動阻力;

(2)定期檢查高彈性聯軸器各螺栓螺母是否松動、元件表面是否有裂紋及脫膠等現象，每年至少進行一次軸系對中檢查，防止橡膠隔振器蠕變或損壞引起軸系對中惡化。

4.2.2維修改進對策

(1)調整主柴油機和彈性支撐底座的高度，減小萬向聯軸器主軸與彈性支撐短軸之間的夾角，降低軸系不對中程度;

(2)結合修理等機會，對功率輸出傳動件進行現場動平衡，盡可能地使功率輸出傳動件的整體不平衡量降低。

[1] 鄒冬林，荀振宇，花純利,等. 大變形下軸向力對船舶推進軸系彎曲固有頻率影響[J]. 振動與沖擊， 2015, 34(4): 206-210.

[2] 秦春云，楊志榮，饒柱石,等. 船舶推進軸系縱向振動抑制研究[J]. 噪聲與振動控制，2013，33(3): 147-152.

[3] 張陽陽，樓京俊．船舶推進軸系縱向振動特性及控制技術研究[J]．兵器裝備工程學報，2016(1):23-26．

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CausesandSolutionsofVibrationinResilientlyMountedPropellerShaftSystem

GUChengzhong,LIUYong,LUORirong,LIRongxin

(Unit No. 91663， Qingdao 266012， China)

In order to solve excessive vibration of a resiliently mounted propeller shaft system on a ship, the structure of the transmission parts and the mechanism of the vibration are analyzed. The system composed of B&K 3050, 4513 BX and 4514 BX is used to track the vibration. The signal is analyzed on the PULSE platform with FFT to find the spectrum and the characteristics. The spectrum reveals the cause of the excessive vibration. The countermeasure is devised.

vibration; PULSE; order analysis; ship shafting; resilient mount

2017-12-25

軍內科研

古成中(1981—)，男，安徽無為人，工程師，博士，研究方向為輪機工程、智能診斷。E-mail：charminggu@126.com

1000-4653(2018)01-0034-04

TB535;U661．44

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